汽车设计课程设计轿车后轮制动器设计.docx

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汽车设计课程设计轿车后轮制动器设计

5.1制动器的热量和温升的核算10

5.2制动器的摩擦衬片校核11

第1章概述

1.1鼓式制动器的简介

鼓式制动器也叫块式制动器，是靠制动块在制动轮上压紧来实现刹车的。

鼓式制动是早期设计的制动系统，其刹车鼓的设计1902年就已经使用在马车上了，直到1920年左右才开始在汽车工业广泛应用。

现在鼓式制动器的主流是内张式，它的制动块（刹车蹄）位于制动轮内侧，在刹车的时候制动块向外张开，摩擦制动轮的内侧，达到刹车的目的。

近三十年中，鼓式制动器在轿车领域上已经逐步退出让位给盘式制动器。

但由于成本比较低，仍然在一些经济类轿车中使用，主要用于制动负荷比较小的后轮和驻车制动。

1.2鼓式制动器的组成固件

鼓式制动器的旋转元件是制动鼓，固定元件是制动蹄。

制动时制动蹄鼓式制动器在促动装置作用下向外旋转，外表面的摩擦片压靠到制动鼓的内圆柱面上，对鼓产生制动摩擦力矩。

凡对蹄端加力使蹄转动的装置统称为制动蹄促动装置，制动蹄促动装置有轮缸、凸轮和楔。

以液压制动轮缸作为制动蹄促动装置的制动器称为轮缸式制动器；以凸轮作为促动装置的制动器称为凸轮式制动器；用楔作为促动装置的制动器称为楔式制动器。

鼓式制动器比较复杂的地方在于，许多鼓式制动器都是自作用的。

当制动蹄与鼓发生接触时，会出现某种楔入动作，其效果是借助更大的制动力将制动蹄压入鼓中。

楔入动作提供的额外制动力，可让鼓式制动器使用比盘式制动器所用的更小的活塞。

但是，由于存在楔入动作，在松开制动器时，必须使制动蹄脱离鼓。

这就是需要一些弹簧的原因。

弹簧有助于将制动蹄固定到位，并在调节臂驱动之后使它返回。

1.3鼓式制动器的工作原理

在轿车制动鼓上，一般只有一个轮缸，在制动时轮缸受到来自总泵液力后，轮缸两端活塞会同时顶向左右制动蹄的蹄端，作用力相等。

但由于车轮是旋转的，制动鼓作用于制动蹄的压力左右不对称，造成自行增力或自行减力的作用。

因此，业内将自行增力的一侧制动蹄称为领蹄，自行减力的一侧制动蹄称为从蹄，领蹄的摩擦力矩是从蹄的2～2.5倍，两制动蹄摩擦衬片的磨损程度也就不一样。

为了保持良好的制动效率，制动蹄与制动鼓之间要有一个最佳间隙值。

随着摩擦衬片磨损，制动蹄与制动鼓之间的间隙增大，需要有一个调整间隙的机构。

过去的鼓式制动器间隙需要人工调整，用塞尺调整间隙。

现在轿车鼓式制动器都是采用自动调整方式，摩擦衬片磨损后会自动调整与制动鼓间隙。

当间隙增大时，制动蹄推出量超过一定范围时，调整间隙机构会将调整杆（棘爪）拉到与调整齿下一个齿接合的位置，从而增加连杆的长度，使制动蹄位置位移，恢复正常间隙。

轿车鼓式制动器一般用于后轮（前轮用盘式制动器）。

鼓式制动器除了成本比较低之外，还有一个好处，就是便于与驻车（停车）制动组合在一起，凡是后轮为鼓式制动器的轿车，其驻车制动器也组合在后轮制动器上。

这是一个机械系统，它完全与车上制动液压系统是分离的：

利用手操纵杆或驻车踏板（美式车）拉紧钢拉索，操纵鼓式制动器的杠件扩展制动蹄，起到停车制动作用，使得汽车不会溜动；松开钢拉索，回位弹簧使制动蹄恢复原位，制动力消失。

1.4鼓式制动器的产品特性

优点

鼓式制动器造价便宜，而且符合传统设计。

四轮轿车在制动过程中，由于惯性的作用，前轮的负荷通常占汽车全部负荷的70%-80%，前轮制动力要比后轮大，后轮起辅助制动作用，因此轿车生产厂家为了节省成本，就采用前盘后鼓的制动方式。

不过对于重型车来说，由于车速一般不是很高，刹车蹄的耐用程度也比盘式制动器高，因此许多重型车至今仍使用四轮鼓式的设计。

缺点

鼓式制动器的制动效能和散热性都要差许多，鼓式制动器的制动力稳定性差，在不同路面上制动力变化很大，不易于掌控。

而由于散热性能差，在制动过程中会聚集大量的热量。

制动块和轮鼓在高温影响下较易发生极为复杂的变形，容易产生制动衰退和振抖现象，引起制动效率下降。

另外，鼓式制动器在使用一段时间后，要定期调校刹车蹄的空隙，甚至要把整个刹车鼓拆出清理累积在内的刹车粉。

1.5设计基本要求和整车性能参数

整车性能参数

驱动形式4X2前轮

轴距2471mm

轮距前/后1429X1442mm

整备质量1060kg

空载时前后轴分配负载60%

最高车速180km/h

最大爬坡度35%

制动距离（初速度30km/h）5.6m

最小转向直径11m

最大功率/转速74/5800kW/rpm

最大转矩/转速150/4000N·m/rpm

轮胎型号185/60R14T

手动5档

具体设计任务

1）查阅汽车制动的相关资料，更具后轮的制动要求，确定后轮鼓式制动器的结构。

2）在的路面上制动时，计算地面制动力，制动器制动力，制动力矩等

3）设计制动操纵机构（包括驻车制动操纵机构），对制动主缸，制动轮缸进行选型，绘制液压管路图等。

4）绘制所有零件图和装配图

第2章鼓式制动器的设计计算

2.1车辆前后轮制动力的分析

汽车制动时，如果忽略路面对车轮的滚动阻力矩和汽车回转质量的惯性力矩，则任一角速度>0的车轮，其力矩平衡方程为:

式中：

—制动器对车轮作用的制动力矩，即制动器的摩擦力矩，其方向与车轮旋转方向相反，N•m；

—地面作用于车轮上的制动力，即地面与轮胎之间的摩擦力，又称为地面制动力，其方向与汽车行驶方向相反，N；

—车轮有效半径，m。

令

并称之为制动器制动力，它是在轮胎周缘克服制动器摩擦力矩所需的力，因此又称为制动周缘力。

与地面制动力的方向相反，当车轮角速度>0时，大小亦相等，且仅由制动器结构参数所决定。

即取决于制动器的结构型式、尺寸、摩擦副的摩擦系数及车轮有效半径等，并与制动踏板力即制动系的液压或气压成正比。

当加大踏板力以加大，和均随之增大。

但地面制动力受着附着条件的限制，其值不可能大于附着力，

即≤

或

式中——轮胎与地面间的附着系数；

Z——地面对车轮的法向反力。

当制动器制动力和地面制动力达到附着力值时，车轮即被抱死并在地面上滑移。

此后制动力矩即表现为静摩擦力矩，而即成为与相平衡以阻止车轮再旋转的周缘力的极限值。

当制动到=0以后，地面制动力达到附着力值后就不再增大，而制动器制动力由于踏板力的增大使摩擦力矩增大而继续上升（如图所示）。

根据轴距可以判断出=1236mm=1235mm

根据汽车制动时的整车受力分析，考虑到制动时的轴荷转移，可求得地面对前、后轴车轮的法向反力Z1，Z2为：

＝（1235+）＝5427.83N

＝（1236－）＝4960.10N

式中G——汽车所受重力；

L——汽车轴距；

——汽车质心离前轴距离；

——汽车质心离后轴距离；

——汽车质心高度；

g——重力加速度；

——汽车制动减速度。

汽车总的地面制动力为

式中q（）——制动强度，亦称比减速度或比制动力；

，——前后轴车轮的地面制动力。

由以上两式可求得前、后轴车轮附着力为

上式表明：

汽车在附着系数为任意确定值的路面上制动时，各轴附着力即极限制动力并非为常数，而是制动强度q或总制动力的函数。

当汽车各车轮制动器的制动力足够时，根据汽车前、后轴的轴荷分配，前、后车轮制动器制动力的分配、道路附着系数和坡度情况等，制动过程可能出现的情况有三种，即

（1）前轮先抱死拖滑，然后后轮再抱死拖滑；

（2）后轮先抱死拖滑，然后前轮再抱死拖滑；

（3）前、后轮同时抱死拖滑。

在以上三种情况中，显然是最后一种情况的附着条件利用得最好。

=

（1）

（2）

式中——前轴车轮的制动器制动力，

；

——后轴车轮的制动器制动力，

；

——前轴车轮的地面制动力；

——后轴车轮的地面制动力；

，——地面对前、后轴车轮的法向反力；

G——汽车重力；

，——汽车质心离前、后轴距离；

——汽车质心高度。

因所设计的轿车为轻型轿车后轮鼓式制动器，而现代轿车的行使状况

较好，特别是高级公路的高速要求，同步附着系数可选取=0.7，则：

===7271.6N

由式

（1）、式

（2）不难求得在任何附着系数的路面上，前、后车轮同时抱死即前、后轴车轮附着力同时被充分利用的条件。

由式

（2）得：

/=

由式

（1）

（2）得/=2.904（3）

则=4767.6N,=2504N

2.2前、后轮制动力分配系数的确定

根据公式：

=（L+hg）/L

得：

=（1235+0.7550）/2471=0.656

式中：

同步附着系数

L：

汽车重心至后轴中心线的距离

L：

轴距

hg:

汽车质心高度

2.3制动器最大制动力矩

制动器所能产生的制动力矩，受车轮的计算力矩所制约，即

=1466.1N*m

=770.0N*m

式中——前轴制动器的制动力，；

——后轴制动器的制动力，；

一个车轮制动器应有的最大制动力矩为按上列公式计算结果的半值。

则后轮制动器应有的最大力矩为385N*m

第3章制动器结构设计与计算

3.1制动鼓壁厚的确定

当输入力P一定时，制动鼓的直径愈大，则制动力矩亦愈大，散热性能亦愈好。

但直径D的尺寸受到轮辋内径的限制，而且D的增大也使制动鼓的质量增大，使汽车的非悬挂质量增大，而不利于汽车的行驶平顺性。

制动鼓与轮辋之间应有相当的间隙，此间隙一般不应小于20～30mm，以利于散热通风，也可避免由于轮辋过热而损坏轮胎。

由此间隙要求及轮辋的尺寸即可求得制动鼓直径D的尺寸。

另外，制动鼓直径D与轮辋直径之比的一般范围为：

轿车D／=0.64～0.74

货车D／=0.70～0.83

轿车轮辋为14in，得到=14×25.4=355.6mm（1in=25.4mm）

表3-1

轮辋直径/in

12

13

14

15

16

制动鼓内径/mm

轿车

180

200

240

260

----

货车

220

240

260

300

320

参考上表并结合实际情况，取D／=0.65。

得到制动鼓内径D=230mm,所以制动鼓半径为115mm。

3.2制动鼓式厚度n

制动鼓壁厚的选取主要是从刚度和强度方面考虑。

壁厚取大些也有助于增大热容量，但试验表明，壁厚从11mm增至20mm，摩擦表面平均最高温度变化并不大。

一般铸造制动鼓的壁厚：

轿车为7～12mm，中、重型货车为13～18mm。

由于本设计的对象是轿车，所以选取制动鼓的厚度为n=10mm。

3.3制动蹄摩擦衬片的包角β和宽度b

摩擦衬片的包角可在=90°～120°范围内选取，试验表明，摩擦衬片包角=90°～100°时，磨损最小，制动鼓温度也最低，且制动效能最高。

再减小虽有利于散热，但由于单位压力过高将加速磨损。

一般也不宜大于120°，因过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。

本次设计摩擦衬片的包角取110°。

摩擦衬片宽度b较大可以降低单位压力、减少磨损，但过大则不易保证与制动鼓全面接触。

通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过2.5MPa的条件来选择衬片宽度b的。

设计时应尽量按摩擦片的产品规格选择b值。

另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大，而单个摩擦衬片的摩擦面积A又决定于制动鼓半径R、衬片宽度b及包角，即

式中是以弧度（rad）为单位，当A，R，确定后，由上式也可初选衬片宽b的尺寸。

制动器各蹄摩擦衬片总摩擦面积愈大，则制动时产生的单位面积正压力愈小，从而磨损亦愈小。

摩擦衬片的摩擦面积A取200cm,衬片宽b为45mm。

见表

汽车类别

汽车总质量

m/t

单个制动器的衬片摩擦面积

轿车

0.9~1.5

1.5~2.5

100~200

200~300

3.4摩擦衬片起始角

摩擦衬片起始角如图所示。

一般是